轻型货车变速器设计说明书

目 录

第1章 绪论 ··························· 1

1.1 概述 ··························· 2 1.2 国内外研究状况和发展方向 ················ 2 第2章 传动方案及零部件结构分析 ················· 5

2.1 变速器的基本设计要求 ·················· 5 2.2 变速器传动机构布置方案 ················· 5 2.3 本章小结 ························ 10 第3章 变速器主要参数的选择与计算 ··············· 11

3.1 挡数的选择 ······················ 11 3.2 传动比的确定 ····················· 12 3.3 中心距A的确定 ···················· 13 3.4 外形尺寸的初选 ···················· 14 3.5 齿轮参数选择 ····················· 14 3.6 各挡齿轮齿数分配···················· 18 3.7 变速器齿轮的变位 ··················· 22 3.8 本章小结 ························ 24 第4章 齿轮与轴的设计计算 ··················· 25

4.1 齿轮设计与计算 ···················· 25 4.2 轴的设计与计算 ···················· 32 4.3 轴承的选择与校核 ··················· 39 4.4 本章小结 ························ 42 第5章 变速器同步器及操纵机构的选择 ·············· 43 5.1 同步器 ························· 43 5.2 操纵机构的选择 ···················· 46 5.3 变速器壳体的设计 ··················· 47 5.4 本章小结 ························ 48 结 论 ····························· 49 致 谢 ····························· 50

I

河南机电高等专科学校毕业设计

参考文献 ···························· 51

II

河南机电高等专科学校毕业设计

第1章 绪论

1.1 概述

轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。

本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。 通过查阅图书馆电子资源和馆藏图书，了解变速器研究领域的最新发展动向；阅读关于变速器设计方面的书籍，学习变速器设计的过程、步骤、方法和经验教训，解决设计过程中遇到的自己不能解决的问题；去实验室动手拆装此类型的变速器，了解变速器的结构与工作原理进行变速器的设计和计算。

此次轻型货车的变速器设计将基本满足轻型货车的使用要求，通过对变速器的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到了预期的效果，完成此次毕业设计。毕业设计是对自己大学四年所学知识进行系统的综合运用，通过此次设计，了解了变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会了设计的过程和方法。

1.2 国内外研究状况和发展方向

变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料

2

河南机电高等专科学校毕业设计

技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域[1]，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。

根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。 变速器技术的发展动向如下：

（1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行；

（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。

（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向；

（4）智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工

3

河南机电高等专科学校毕业设计

况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上[2]。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。

随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。

4

河南机电高等专科学校毕业设计

第2章 传动方案及零部件结构分析

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。

2.1 变速器的基本设计要求

变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求：

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性； （2）设置空档，用来切断发动机的动力传输； （3）设置倒档，使汽车能倒退行驶； （4）设置动力输出装置； （5）换档迅速、省力、方便；

（6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生； （7）变速器应有高的工作效率； （8）变速器的工作噪声低。

除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方

便等要求。

2.2 变速器传动机构布置方案 2.2.1 倒档布置方案

图2.1为常见的倒档布置方案。图2.1b方案的优点是 倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。

5

河南机电高等专科学校毕业设计

图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改。图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图2.1g所示方案。缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图2.1（b）形式进行设计。

图2.1 倒档布置方案

2.2.2 零部件结构方案分析 1、齿轮形式

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种[3]。直齿圆柱齿轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。 2、换挡机构

变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。

6

河南机电高等专科学校毕业设计

采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的挡用。 使用同步无噪声，而与从而提高了汽行驶安全性。虽然它有结构向尺寸大等缺

器能保证换挡迅速、无冲击、操作技术的熟练程度无关，车的加速性、燃油经济性和同上述两种换挡方法比较，复杂、制造精度要求高、轴点，但仍然得到广泛应用。位及重型货车变速器上应

利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。 通过比较本设计所有挡选用同步器换档。 3、典型的操纵机构及其互锁装置

图2.5为典型的操纵机构图

定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。

互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速叉轴互被锁住，下面介

7

河南机电高等专科学校毕业设计

绍几种常见的机构： （1）互锁销式

图2.7是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。

图2.6，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.6，b,c,d为某一叉轴在工作位置，而其他叉轴被锁住。

（2）摆动锁块式

图2.7为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （3）转动钳口式

图2.9为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。上海SH-130型载重汽车的变速器互锁机构就采用这种型式。

图2.6 互锁销式工作原理

8

河南机电高等专科学校毕业设计

图2.7 摆动锁块式互锁机构 图2.8 转动钳口式互锁机构 上述操纵机构用于长头驾驶室时期车上，为操纵杆由驾驶一室底板伸出的直接操纵机构。

对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距离操纵机构（操纵杆在方向盘下），要加上一套联动机构。这种机构应有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。

为改善操

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。 本次设计采用互锁销式互锁装置。

4、变速器轴承的选择轴承，若空间不足则采用滚针轴承[4]。

变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。

滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可

承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

9

河南机电高等专科学校毕业设计

本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。

2.3 本章小结

本章主要是对变速器传动方案进行选取和分析，选择中间轴式变速器为设计对象并且对零部件的结构进行分析和选取，选择合适的齿轮形式、换档机构和轴承进行变速器的设计。本章主要是从总体上进行变速器传动方案及零部件结构分析确定。

10

河南机电高等专科学校毕业设计

第3章 变速器主要参数的选择与计算

本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的CA1051K26L4整车主要技术参数如表3.1所示。 发动机最大功率 发动机最大转矩 最大转矩时转速 总质量 表3.1 CA1051K26L4整车主要技术参数 88kw 300N.m 2100r/min 5000kg 车轮型号 主减速器传动比 最高车速 后轴载荷 7.50-R16 5.43 90km/h 3255kg

3.1 挡数的选择

增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。 档数选择的要求：

（1）相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；

（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

目前，轿车一般用4～5个档位变速器，货车变速器采用4～5个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车[5]。

传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3～4之间，轻型货车在5～6之间，其它货车则更大。

11

河南机电高等专科学校毕业设计

文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。

3.2 传动比的确定

减速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。

1、最低档传动比计算

一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力，

mgmax （3.1）

rrmgrmaxr ig1 （3.2）

Temaxi0tTemaxigi0t式中：

——最大转矩，Temax300103N.mm

——车轮半径,由已知轮胎规格R16（8级）可知道为320.47mm； ——主减速器传动比，i05.43

——传动系传动效率t95%96%98%0.893

mg——汽车重力，mg=54559.8；

代入公式（3.2）得到：

54559.80.3320.47ig=3.103

3001035.430.83根据车轮与路面的附着条件则：

Temaxig1i0tG2 （3.3）

rrG2r ig1

Temaxi0T（3.4）

在0,5~0.6之间取0.55，G2=31899N

318990.55320.47代入式（3.3）得到：ig1=4.5298 3300105.430.8312

河南机电高等专科学校毕业设计

所以3.103ig14.5298

由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比取4.2。 2、其他各挡传动比初选

各档传动比为等比分配 [6] ，则：

i1i2i3i4iq q4144.21.43

i5i2i3i4i5 i22.93,i32.05,i41.43

3.3 中心距A的确定

由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算[7] 。

AKA3Temaxi1g （3.5）

式中：

A ——变速器中心距（mm）；

KA ——中心距系数，商用车KA=8.6-9.6；

Temax——发动机最大转距=300（N.m）；

i1 ——变速器一档传动比为4.2； g ——变速器传动效率，取96%。

将各参数代入式（3.4）得到：

10.7=92.02~102.7mm 33004.20.96=（8.6~9.6）A（8.6~9.6）

货车的变速器中心距在92～102.7mm范围内变化，初取A=96mm。

13

河南机电高等专科学校毕业设计

3.4 外形尺寸的初选

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。

影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考表3.2数据选用：

四档 五档 六档

（2.2～2.7）A （2.7～3.0）A （3.2～3.5）A 表3.2 商用车变速器壳体的轴向尺寸 为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为2.9=278.4mm。

3.5 齿轮参数选择

3.5.1模数

齿轮模数选取的一般原则：

（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；

（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； （3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。

对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。

对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表3.3：

表3.3 变速器齿轮的法向模数

14

河南机电高等专科学校毕业设计

微型、普通级轿车 2.25～2.75 中级轿车 2.75～3.00 中型货车 3.5～4.5 重型货车 4.5～6.0 选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表3.4为国标GB/T1357—1987，可参考表3.4进行变速器模数的选择。

表3.4 变速器常用的齿轮模数

第一系列 第二系列 1 — 1.25 — 1.5 — — 1.75 2.00 — — 2.25 2.50 — — 2.75 3.00 — —— — （3.25） 3.5 表中数据摘自（GB/T1357——1987）

综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取3.5mm；其他各档为

3.0mm。

3.5.2压力角α

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可

提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

本变速器是采取了《重要轻型汽车变速器的新技术》主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。

3.5.3 螺旋角β

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低[8]。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮

15

河南机电高等专科学校毕业设计

的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图3.1所示：

16

河南机电高等专科学校毕业设计

图3.1 中间轴轴向力的平衡

欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：

Fa1Fn1tan1 （3.6）

Fa2FA2tan2 （3.7）

为使两轴向力平衡，必须满足：

tan1r1 （3.8）

tan2r2式中：

Fa1Fa2——作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力； Fn1Fn2——作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力； r1r2——齿轮1、2的节圆半径；

T——中间轴传递的转矩。

货车变速器的螺旋角为：18°～26°，一档齿轮的螺旋角取下限

3.5.4尺宽b

齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。

17

河南机电高等专科学校毕业设计

选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b,bkcmn

式中：

kc——齿宽系数，斜齿为6.0～8.5。

3.6 各挡齿轮齿数分配

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图3.2所示：

图3.2 CA10501K26L4变速器传动示意图

1—一轴常啮合齿轮 2—中间轴常啮合齿轮 3—第二轴四挡齿轮 4—中间轴四挡齿轮 5—第二轴三挡齿轮 6—中间轴三挡齿轮 7—第二轴二挡齿轮 8—中间轴二挡齿轮 9—第二轴一挡齿轮 10

18

河南机电高等专科学校毕业设计

—中间轴一挡齿轮11—第二轴倒挡齿轮 12—中间轴倒挡齿轮 13—惰轮

1、最低档传动比计算 一档传动比为：

ig1z2z94.2 z1z10 如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和zh，

zh——一档齿数和，直齿zh 斜齿 zh2A m2A （3.9） mn 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车z10可在12～17之间选取，本设计取z10=16，初选1223，mn3.0，

代入公式（3.6）得到：

zh2cos2396.1358.43

3.0取整得58，则z9581642。

2、对中心距A进行修正

因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据[9]。

Amnzh （3.10）

2cos 将各已知条件代入式（3.10）得到：

358A96.13mm，取整为96mm。

2cos23 3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定

19

河南机电高等专科学校毕业设计

ig1z2z9z1z10 （3.11）

而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： A 已知各参数如下：

mn(z1z2) （3.12）

2cos12mn3,91023,z942,z1016,A96

代入式（3.12）得到：

z123.13

取整：

z123,z237，ig1z9z242374.19 z1z102316 4、二档齿数的确定 已知：

mn3,A96,ig22.93 由式子：

ig2

z7z2 （3.13） z8z1z7zig21 （3.14） z8z2mn(z7z8)2cos78 A （3.15）

此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：

ztan2z2(17) （3.16） tan1z2z8z8联解上述（3.13），（3.14），（3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下：

20

河南机电高等专科学校毕业设计

7820.36,z739,z821，ig2 5、三档齿数的确定

已知：

z2z737392.89 z1z82321mn3,A96,ig32.05

由式子

z5zig31 （3.17） z6z2mn(z5z6) （3.18）

2cos78

A

ztan2z2(15) （3.19） tan1z2z6z6联解上式（3.17），（3.18），（3.19）三个方程式，可采用比较方便的试

凑法，解得：

5620.36,z534,z626

ig3z2z537342.103 z1z623266、四档齿数的确定 已知：

mn3,A96,ig41.43

由式子

z3zig41 （3.20） z4z2 A

mn(z3z4) （3.21）

2cos34ztan2z2(13) （3.22） tan1z2z4z4联解上述（3.20），（3.21），（3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：

21

河南机电高等专科学校毕业设计

3420.36z328z432 ig4

z2z337281.408 z1z423327、倒档齿数的确定

m3.5

初选z1322 （22-23）之间，z12小于z10取为14， iR4.09 中间轴与倒档轴之间的距离的确定：

A'11mn(z12z13)3.5(1422)63 22取整63mm。

为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：

De11De120.5A 22De11=129.92mm Z11=35.12 取整为Z11=35

二轴与倒档轴之间的距离确定：

A''11mn(z11z13)3.5(3522)99.75mm 22取整100mm。

3.7 变速器齿轮的变位

采用变位齿轮的原因： （1）配凑中心距；

（2）提高齿轮的强度和使用寿命；

22

河南机电高等专科学校毕业设计

（3）降低齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多[10]。 变位系数的选择原则：

（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；

（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；

（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。

1、一档齿轮的变位 已知条件：

a'96，a(4216)3.5101.5

22a'a由计算公式yt，yzyt代入得到：

zHmna'a96101.5yt1.5714mn3.5

22yzyt1.57140.0629zH50查机械设计手册齿轮变位系数表得到：

xz91.21xz100.31

23

河南机电高等专科学校毕业设计

1、其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表3.5

表3.5 变速器各齿轮的变位系数

变位系数 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 倒档齿轮 Z1 Z2 Z7 Z8 Z5 Z6 0.011 Z3 -0.103 Z4 -0.083 Z11 Z12 Z13 0.046 0.309 -0.22 3.8 本章小结

本章主要是对变速器齿轮各参数进行选取，包括模数、压力角、螺旋角、齿宽等。在选定合适的参数条件下进行变速器齿轮齿数的设计计算，计算出常啮合齿轮的齿数、中心距、各前进档的齿轮齿数及倒档齿数等，使其达到本次设计的设计要求。对变速器齿轮进行变位计算以便为下一步的变速器齿轮强度校核提供数据。

24

河南机电高等专科学校毕业设计

第4章 齿轮与轴的设计计算

4.1 齿轮设计与计算

变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。

4.1.1齿轮材料的选择原则

1、满足工作条件的要求

不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对

如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料

。

3、考虑加工、工艺及热处理工艺

常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMnTi材料渗碳后淬火，硬度为58～62HRC

[12]

。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为48～55HRC。一档传动比

大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为56～62HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，硬度为46～55HRC；其余各档小齿轮均采用40Gr调质后表面淬火，硬度为48～55HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度为40～50HRC。

4.1.2各轴的转矩计算

一轴转距 T1Temax离合轴承3000.980.96285.12Nm

25

河南机电高等专科学校毕业设计

中间轴转矩 T中T1轴承齿轮i21285.120.960.98二轴各档转距：

一档齿轮T211087m； .53N·二档齿轮T21769.41N·m； 三档齿轮T23541.77N·m； 四档齿轮T24362.51N·m； 倒档轴：

T倒T中轴承齿轮i1213435.920.960.98 二轴倒档齿轮：

37435.92Nm 2322644.46Nm 1435984.37Nm 22T倒挡二轴T倒轴承齿轮i1112644.460.960.98 4.1.3齿轮强度计算

1、 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算

FK wI （4.1）

btyK式中：

FI——圆周力（N），F12Tgd；

Tg——计算载荷（N·mm）； ——节圆直径（mm）dmnz； cos mn——法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角()； K——应力集中系数，K1.50； b——齿面宽（mm）；

26

河南机电高等专科学校毕业设计

t——法向齿距，tmn； y——齿形系数，可按当量齿数znz得；

K——重合度影响系数，K2.0 将上述有关参数代入（4.1），整理得到：

cos3在齿形系数图（图4.1）中查

w2TgcosKzmnyKcK3 （4.2）

图4.1 齿型系数图

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100～200MPa[13]。

（1）一档齿轮弯曲强度校核 已知参数：

mn3,Kc7z942,z1016,0.815

T1282.24N·m,T中283.84N·m

查齿形系数图4.1得：

y90.195y100.186；

27

河南机电高等专科学校毕业设计

代入公式（4.2）得：

2285.121031.5w1194.39MPa 33.14163.5720.195w22285.121031.5209.75MPa 3.14423.53720.186对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，w1，w2均小于250Mpa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表4.1： 表4.1各档齿轮的弯曲强度校核

常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 Z1 Z2 四档齿轮 Z3 Z4 Z7 Z8 Z5 Z6 弯曲应力MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齿轮的弯曲应力均小于250MPa，所以满足设计要求。

2、倒档齿轮轮齿弯曲强度计算

2TgKKf w （4.3） 3mzKcy式中：

w ——弯曲应力；

K——应力集中系数，为1.5；

Tg——计算载荷（N·mm）；

； d ——节圆直径（mm）

Kf——摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9；

； b ——齿宽（mm）

t ——端面齿数（mm），tm，m为模数；

y ——齿形系数；

28

河南机电高等专科学校毕业设计

查齿形系数图4.1得：y120.18； 代入公式（4.3）得：

2985.371.11.65685.48MPa 33.143.52280.18w11 当计算载荷Tg取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，w11在许用范围内，所以满足设计要求。

3、斜齿齿轮轮齿接触应力

j0.418式中：

FE11() （4.4） bzbj ——轮齿接触应力（MPa）； F ——齿面上的法向力（N），FF1F1 ——圆周力（N），F1ocs(ocs)；

2Tgd；

Tg ——计算载荷（N·mm）；

； d ——节圆直径（mm）

 ——节点处压力角；

 ——齿轮螺旋角；

E ——齿轮材料的弹性模量2.1105（MPa）； ； b ——齿轮接触的实际宽度（mm）

z,b——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮

zrzsin,brbsin，斜齿轮z(rzsin)rzrb——主从动齿轮节圆半径（mm）。

cos2,b(rbsin)cos2；

将作用在变速器第一轴上的载荷许用接触应力j见下表4.2[14] ：

Temax2作为作用载荷时，变速器齿轮的

29

河南机电高等专科学校毕业设计

表4.2 变速器的许用接触应力

j齿轮 渗碳齿轮 一档和倒档 常啮合齿轮和高档 1900——2000 1300——1400 MPa 液体渗氮共渗齿轮 950——1000 650——700 （1）一档齿轮接触应力校核 已知条件：

17,mn3,Kc7，z942,z1016

mm,Tg10300103Tg93001034.2N·

42N·mm 16F2Tgdcos2Tgmnzcos

23001034.2F1020912.86N,

3.042cos17421634311F9.48N 3.016cos172300103bKcmn7326.09mm coscos23mnz29sin3.016sin17rzsindsinz10.439cos32cos22cos32cos323brbsinmnz17sin3.042sin17dsin24.3583233cos2cos2cos2cos231

z1b110.13685

10.43924.358 将已知数据代入公式（4.4）得：

30

河南机电高等专科学校毕业设计

j90.4180.418FE11()bzb5

34311.482.1100.136851224.74(MPa)226.09j100.4180.418

FE11()bzb5

20912.862.1100.136851214.5(MPa)226.09 j9，j10均小于1900 MPa，所以满足设计要求。

（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核

常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4.3：

表4.3各齿轮的接触应力

接触应力（MPa） 各齿轮的接触应力均小于1300——1400 MPa，所以满足设计要求。 4、直齿倒档齿轮接触应力校核 已知条件：

常啮合齿轮 Z1 Z2 二档齿轮 Z7 Z8 三档齿轮 Z5 Z6 四档齿轮 Z3 Z4 894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 m3.5,17,Kc7,z1214

T中435.92N·m

将已知数据代入公式（4.4）得到：

F122Tgmzcos2T中2435.9218605.207N mz12cos3.514cos1731

河南机电高等专科学校毕业设计

F132Tgmzcos2Tg2T中2435.9211839.22N

mz13cos3.522cos172Tg1123001034.2F1121511.43N mzcosmz11cos3.535cos17bKcm73.524.5dmz3.514sin12sin17sin178.379222mzd3.522z2b1sin13sin17sin1713.168222dmz3.535b2sin11sin17sin1719.752

22211110.11930.075940.19524z1b18.37913.168z11z2j131b2110.075940.050630.126613.16819.752FE1118605.2072.11050.418()0.4180.195241561.99MPa

bzb224FE1111839.222.11050.418()0.4180.12661257.72MPa

bzb224FE1121511.432.11050.418()0.4180.195241561.99MPa

bzb224j13j11j12，j13，j11均小于1900 MPa，所以满足设计要求。

4.2 轴的设计与计算

变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度[15]。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，

32

河南机电高等专科学校毕业设计

其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。

4.2.1 轴的工艺要求

第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58～63，表面光粗糙度不能过低。

对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。

4.2.2 初选轴的直径

在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，

轴的最大直径d和支承间距离l的比值：对中间轴，dl0.160.18对第二轴，

dl0.180.21。第一轴花键部分直径d可按下式初选：

dK3Temax （4.5） 式中：

K——经验系数K=4.0-4.6；

Temax——发动机最大转距（N·mm）。

第二轴和中间轴中部直径d0.45A=50mm

4.2.3轴最小直径的确定

按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算[16]，对实

33

河南机电高等专科学校毕业设计

心轴，其强度条件为：

T9550103P nW3[] （4.6）

T0.2dT ——轴传递的转矩N·mm，T=300N·m；

WT——轴的抗扭截面模量(mm3)；

P ——轴传递的功率（kw）

，P=88kw； n ——轴的转速(rmin)，n=3600(rmin)；

[]——轴的许用扭转剪应力（MPa）

，见4.3表：

34

河南机电高等专科学校毕业设计

表4.3 轴常用集中材料的[]及A值

轴的材料 Q235-A，20 Q237，35 （1C,18Ni9Ti） 20-35 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi 35-55 []/MPa 15-25 25-45 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式4.5得到轴直径的计算公式： 95501033PP d3A3 （4.7）

0.2[]nn

对中间轴为合金钢20CrMnTi则A查表得为100；P为88kw；。 代入式（4.7）得d34.36mm取为35mm。

二轴为20CrMnTi查表得为110；P为88kw；代入式（4.6）得mm取为45mm。

4.2.4轴的强度计算

轴的受力如图4.2所示：

图4.2变速器受力图

35

河南机电高等专科学校毕业设计

1、轴的挠度验算

轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3 所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算：

F1a2b2 fc （4.8）

3EILF2a2b2 fs （4.9）

3EIL 式中：

F1abba （4.10）

3EILF1——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；

F2——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；

，E=2.1×105 MPa； E——弹性模量（MPa）

，对于实心轴，Id464； I——惯性矩（mm4）

，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用 d——轴的直径（mm）

力距支座A、B的距离（mm）； 。 L——支座间的距离（mm）轴的全挠度为ffcfs0.2mm

22轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05～0.10mm，[fs]=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad

[18]

。

与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。

36

河南机电高等专科学校毕业设计

第二轴轴上受力分析如图4.5所示。

图4.5变速器的挠度和转角

1）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析如图4.5所示。

F2T12Tg1cos2300103cos23 t1d.0166863.52N

1mnz3 Ftan17r1Ft1tanncos6863.52cos232779.42N Fa1Ft1tan6863.52tan233347.56N 中间轴轴上受力分析如图4.5所示。

2300103cos2342 F2T22Tg2cost216d2mnz3.0426863.52N

Fr2Ft2tanncosFr12779.42N

Fa2Ft2tanFa13347.56N

230010342cos23F3t32T16d3.01615908.58N 3FFtanntan17r3t3cos15908.58cos236088.59N 37

（

河南机电高等专科学校毕业设计

Fa3Ft3tan15908.58tan235169.01N

Ft42T42Tg4cosd4mnz2300103cos233.035423716233715908.27N

Fr4Ft4tanncosFr36088.82N Fa4Ft4tanFa35139.24N

二轴轴刚度校核：

将各已知参数代入公式（4.8）得到：

Fr4a2b2Fr4a2b264fc

3EIL3Ed4LFr46088.85N,a189mm,b97mm,L286mm,d50mm

6088.85189297264fc0.037[fc]0.050.10

32.11053.14504286各已知参数代入公式（4.9），（4.10）得到：

Ft4a2b2Ft4a2b26415909.72189297264fs0.09678

3EIL3Ed4L32.11053.145042860.09678[fs]0.10.15mm

ffc2fs20.03720.0967820.10360.2mm

Fr4ab(ba)6088.8518997(18997)640.0000029040.002rad

3EIL32.11053.14504286 所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 同理：变速器在一档时中间轴符合刚度要求 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。

变速器在二档时中间轴符合刚度要求。 变速器在三档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。

38

河南机电高等专科学校毕业设计

4.3 轴承的选择与校核

轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。

LSv，式子中v0.6110，L25104am0.6vamax3788h am0.6110 4.3.1一轴轴承的选择与校核

（1）初选轴承型号根据轴承处直径选择6208型号轴承[15]，查得：Cr29.5KN，Cor18KN （2）计算轴承当量动载荷P

当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为：

Fr12779.42N，Fa13347.56N，BC3278.23N，

FaC3347.560.185 or18000 查《机械原理与设计》得到e0.36，

FaF0.55e，查《机械原理与设计》得到y1.21，x0.56， r当量动载荷计算

Pfp(xFryFa) （4.12）将各已知参数代入式（4.12）：

Pfp(xFryFa)

fp在1.2到1.8之间取，取fp为1.3，

p1.3(0.566057.651.213347.56)9675367

轴承寿命计算公式为：

L106h60n(CP) （4.13）将个已知参数代入式（4.13）得到：

39

河南机电高等专科学校毕业设计

106C10629.51033Lh()()326.14h

60nP6021009675.6710 对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。

[17]25104SL3788h，式子中vam0.6vamax0.6110，Lvam0.6110。

如表4.14所示，变速器各档位相对工作使用率为：

表4.14 五档变速器各档位相对工作使用率

车型 fgi/% 档 位 数 最高档 传动比 Ⅰ 5 5 1 <1 1 1 Ⅱ 3 3 变速器档位 Ⅲ 5 12 Ⅳ 16 64 Ⅴ 75 20 货车 326.1437881%37.88h,所以所选轴承满足设计要求。 当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为：

Fr6057.65N，Fa3347.56N

Fa3347.560.185 C0r18103查《机械原理与设计》得到e0.36，

Fa0.55e，查表《机械原理与设计》得到x0.56,y1.21 Fb当量动载荷计算代入式（4.12）：

Pfp(xFryFa)

fp在1.2到1.8之间取，取fp为1.3，

p1.3(0.563049.831.213347.56)7488.58

将个已知参数代入式（4.13）得到：

106C10629.51033Lh()()766.366h

60nP6021007488.581040

河南机电高等专科学校毕业设计

对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。本设计为货车，Lsvam，式子中vam0.6vam251043788h。 0.6110，L0.6110766.366378816%=606.08所以轴承符合要求。

4.3.2中间轴轴承的选择与校核

（1） 初选轴承型号根据中间轴装轴承处轴直径选择32207型号轴承，查得

Cor89.5KN，Cr70.5KN，e0.37，Y1.6

轴承受力为：

.37N，Fr12779.42N， Fr23118Fr2779.423118.375897.79N，FA3341.563209.48132.08N 轴承内部轴向力为：

S2Fr23118F2779.42.37868.56N， 974.49N，S1r12Y21.62Y21.6假设左侧为1，右侧为2，

S1FA868.56132.091000.65N，S2974.49N，

S1FAS2

所以：

Fa1S1868.56N，Fa2S1FA868.56132.081000.65N

左侧

x1Fa1868.56 e1.6，则

y0Fr5897.79Pfp(xFryFa)

代入式（4.12）得：

fp在1.2到1.8之间取，取fp为1.3，

p1.315897.797667.127

代入式（4.13）得到：

106CLh()60nP75.21033()270000h 227667.1276021004641

10610河南机电高等专科学校毕业设计

270000h37881600=606.08

所以满足使用要求。

同理：中间轴右侧和二轴轴承同样满足使用要求。

4.4 本章小结

本章主要是对变速器的齿轮和轴进行材料的选择。据不同档位，不同扭矩的条件下进行齿轮的接触强度和弯曲强度的校核，以及各轴在不同扭矩作

用下刚度和强度的校核，次还对各轴的轴承进行了选取和寿命计算，使齿轮，轴和轴承满足使用要求。本章设计是变速器设计环节中计算量最大的一部分，涉及到许多的专业基础知识，而且变速器的能不能满足许用要求也必修进行强度校核这一关键步骤。

42

河南机电高等专科学校毕业设计

第5章 变速器同步器及操纵机构的选择

5.1 同步器

同步器是变速器换档机构的主要部件，能保证汽车稳定换档，防止齿轮的撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。现在得到最广泛的是惯性式同步器。

5.1.1同步器工作原理

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象[22]。

5.1.2惯性同步器

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。

本设计选择锁环式同步器。 1、锁环式同步器结构

如图5-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环4

43

河南机电高等专科学校毕业设计

或7和齿轮1或9凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环4或7上的齿和做在啮合套10上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。

2、锁环式同步器工作原理 换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差w，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5-2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5-2b），完成同步换档。 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。

44

河南机电高等专科学校毕业设计

4、7—锁环 ；3、8—接合齿圈；2—滚针轴承； 6—滑块 ； 5—弹簧圈；

1、9—齿轮； 10—啮合套座 ； 11—啮合套

图5.1 锁环式同步器

a)同步器锁止位置 b)同步器换档位置

1—锁环 ； 2—啮合套 ； 3—啮合套上的接合齿； 4—滑快

图5.2 锁环式同步器工作原理

45

河南机电高等专科学校毕业设计

5.2 操纵机构的选择

5.2.1概述

根据汽车使用条件，驾驶员需要利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。

变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档十只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。

变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。

变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。

用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。

5.2.2典型操纵换档机构

1、直接操纵式手动换档变速器

当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。

2、远距离操纵手动换档变速器

平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。这时要求整套系统有足够的刚性，切各连接件之间间隙不能过大，否则换档手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速器支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换

46

河南机电高等专科学校毕业设计

档传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。

3、电动自动换档变速器

尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换档工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选档、换档、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。

结合本设计的实际情况，并综合各种设计的优缺点，决定选用直接操纵式手动换挡机构。

5.3 变速器壳体的设计

变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。

为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。本设计在壳体的左右及底部纵向与横向各设三条加强肋。

为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 综合各种设计方案，本设计的变速器壳体采用铸铁壳体，壁厚取8～10mm

47

河南机电高等专科学校毕业设计

（在轴承座及拨叉杆等的安装位置予以加厚，以满足强度要求）。

5.4 本章小结

本章主要介绍变速器换档主要元件同步器的结构、工作原理、参数选择等，介绍了变速器操纵机构的结构工作原理和发展，最后介绍了变速器壳体的尺寸要求和结构形式等一些要求。

48

河南机电高等专科学校毕业设计

结 论

CA1051K26L4轻型载货汽车是目前比较普遍的轻型商用车，具有动力性能好，燃油消耗相对较低等优点，在小吨位短途运输中得到广泛应用，本次设计的HD1050轻型商用车变速器就是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为原型，在给定主要参数的基础上着重设计变速器的齿轮和轴。对齿轮的选择进行了详细的计算和推导，对齿轮校核的关键参数——齿轮变位系数进行了精确的计算和推导，使用现有车型参数对变速器各档位的传动比和各档齿轮齿数进行了设计计算，在满足行驶车辆动力性能的基础上尽量提高燃油经济性能。本次设计对变速器轴的刚度和强度分别进行了校核计算，使变速器在满足使用要求的条件下尽量减少质量，以便减少制造成本。

49

河南机电高等专科学校毕业设计

致 谢

时光飞逝，转眼就要离开我学习和生活了三年的母校——河南机电高等专科学校，离开培养我了三年的各位领导和老师。

在此，首先要感谢指导我完成这次毕业设计的马霄老师，感谢他一直以来对我的辛勤教导，感谢马老师在毕业设计期间随时对我提出的问题进行解答，细心的指导，严格的要求才使我的毕业设计能顺利完成。另外，感谢在设计变速器的结构、传动布置方案期间给予我大力帮助的老师们。感谢我们系的各位领导和老师，感谢你们三年来对我的培养和教诲，同时祝愿我们机械工程系越来越好，前程似锦！

50

河南机电高等专科学校毕业设计

参考文献

[1] 郝京顺.汽车变速器的发展[J].北京汽车,2000,(06).

[2] 雷君.重型汽车变速器技术趋势与应用[J].重型汽车,2004,(06).

[3] 黄雄健,欧艺.轻型货车变速器优化设计[J].广西工学院学报,2000,(03).

[4] 郑四发,颜磊,蒋孝煜.汽车变速器 CAD 系统的研究与开发.清华大学学报(自然科学版),1997,(12).

[5] 吴颖，安崇博.解放牌CA1091载货汽车使用与维修手册[Z].北京：机械

工业出版社,1995.

[6] 孟岩.万\"变\"不离其宗——汽车变速器设计[J].世界汽车,2004,(04). [7] 张莹.机械设计基础[Z].北京：机械工业出版社，1997.

[8]John C.Hiliard,George S.Springer.Fuel Economy in Road Vehicles

Powered by Spark Ignition Engines[C].New York:Plenum Press.1984. [9]吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[Z].北京：高等教育出版社，2006. [10]罗春香.汽车变速器设计中速比分配问题的研究[J].西南民族大学学报，2004,(30):377-380.

[11]唐经世，于兰英，张昭涛.高差速比变速器设计[J].机械工程，1999（9）：

13-14.

[12]吴修义.影响汽车变速器噪声产生的设计因素[J].重型汽车，2004（3）：

43-44.

[13]Downing Walter,Kluger Michael. MT21-1 Automotive Manual

Transmission efficiencies [C]. New Mexico: Plenum Press.1998 [14]郑四发,连小珉,蒋孝煜.系列化汽车变速器设计中模型参数化的研究[J].

汽车工程,2000,(04).

[15] 高路,于海斌,王宏.汽车变速器齿轮设计[J].机械科学与技术,2005,(04).

[16] 严绍华.热加工工艺基础[M].机械工业出版社,2003.

[17]王世刚,苗淑杰.机械设计实践[M].哈尔滨工程大学出版社,2004. [18]刘惟信.汽车设计[M].机械工业出版社,2000.

[19] Herbert E.Elliger.Automotive Engines.Prentic Hall,Inc.2001.

51